摘要：制動(dòng)器是商用車中的重要安全保障部件。為提高運(yùn)輸車輛的制動(dòng)安全性，采用領(lǐng)從蹄式結(jié)構(gòu)，設(shè)計(jì)了一種搭載沖壓焊接式制動(dòng)蹄的新型楔式鼓式制動(dòng)器。以制動(dòng)效能與制動(dòng)鼓體積為目標(biāo)，對新型鼓式制動(dòng)器建立優(yōu)化模型，基于多目標(biāo)粒子群算法對新型鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。引入線性遞減權(quán)值法，保證算法的準(zhǔn)確性，運(yùn)用懲罰函數(shù)法處理算法中的約束問題。基于仿真分析與臺(tái)架試驗(yàn)相結(jié)合的復(fù)合分析法，對新型鼓式制動(dòng)器進(jìn)行有限元分析與臺(tái)架試驗(yàn)。結(jié)果表明，設(shè)計(jì)的新型楔式鼓式制動(dòng)器結(jié)構(gòu)滿足設(shè)計(jì)要求，并優(yōu)于同規(guī)格凸輪式鼓式制動(dòng)器。

1 引言

我國經(jīng)濟(jì)的高速發(fā)展帶動(dòng)了交通運(yùn)輸業(yè)的日漸繁榮，隨著公路運(yùn)輸需求的不斷增長，商用車的數(shù)量也在逐年的增加。商用車的特殊性質(zhì)讓其擁有了龐大的車身和巨大的動(dòng)能，但同時(shí)也伴隨著諸多交通安全隱患，為避免交通意外的發(fā)生，保護(hù)駕駛者自身和其他交通參與者的生命財(cái)產(chǎn)安全，通過對制動(dòng)器進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)及分析試驗(yàn)，提高其制動(dòng)性能，確保整車安全運(yùn)行，有著重要的現(xiàn)實(shí)意義。

鼓式制動(dòng)器的設(shè)計(jì)中，設(shè)計(jì)方案常采用凸輪式的張開機(jī)構(gòu)，并搭載鑄造式制動(dòng)蹄，凸輪式張開機(jī)構(gòu)因?yàn)橛兄^復(fù)雜的結(jié)構(gòu)與需要外置自調(diào)臂的特點(diǎn)，所以限制了鼓式制動(dòng)器的最小結(jié)構(gòu)尺寸，而鑄造式制動(dòng)蹄（以下簡稱鑄造蹄）的加工過程較為復(fù)雜且質(zhì)量偏大，不僅影響加工生產(chǎn)效率，也不利于汽車輕量化的發(fā)展，楔塊式張開機(jī)構(gòu)（以下簡稱楔式）具有結(jié)構(gòu)緊湊，體積較小等優(yōu)勢，并且可將自動(dòng)調(diào)隙機(jī)構(gòu)直接內(nèi)置，解決了凸輪式張開機(jī)構(gòu)需要外置自調(diào)臂而占用額外空間的問題。對于制動(dòng)蹄來說，采用沖壓焊接方式來加工的制動(dòng)蹄（以下簡稱沖焊蹄）在同規(guī)格下不僅重量小于鑄造蹄，且加工方式簡單，無需單獨(dú)設(shè)計(jì)制造相應(yīng)的磨具。

因此，以領(lǐng)從蹄式為結(jié)構(gòu)布局，設(shè)計(jì)了一種搭載楔式張開機(jī)構(gòu)與沖焊蹄的新型鼓式制動(dòng)器，實(shí)現(xiàn)了鼓式制動(dòng)器的輕量化，利用多目標(biāo)粒子群優(yōu)化算法進(jìn)一步減小了制動(dòng)鼓與制動(dòng)蹄的體積，并對關(guān)鍵部件進(jìn)行有限元分析，對制動(dòng)器樣機(jī)進(jìn)行性能和扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證。

2 制動(dòng)器工作原理及結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

2.1 工作原理

鼓式制動(dòng)器總成主要包括制動(dòng)鼓、制動(dòng)蹄、制動(dòng)蹄復(fù)位彈簧、制動(dòng)底板、張開機(jī)構(gòu)和制動(dòng)缸，其中，制動(dòng)鼓被固定在輪輞上，隨車輪同步旋轉(zhuǎn)，為旋轉(zhuǎn)部件，其余均為固定部件，制動(dòng)器總成結(jié)構(gòu)圖，如圖1所示。

圖1 制動(dòng)器總成結(jié)構(gòu)

在執(zhí)行制動(dòng)工作時(shí)，駕駛者踩下制動(dòng)踏板，張開機(jī)構(gòu)受到來自制動(dòng)缸的氣壓，分別向兩端同時(shí)推開兩側(cè)的制動(dòng)蹄，制動(dòng)蹄繞底部的蹄片軸向外旋轉(zhuǎn)壓向旋轉(zhuǎn)中的制動(dòng)鼓，蹄上的摩擦片與鼓摩擦產(chǎn)生制動(dòng)力，從而逼停旋轉(zhuǎn)中的制動(dòng)鼓使車輛減速直至停車，領(lǐng)蹄旋轉(zhuǎn)方向與制動(dòng)鼓相同，從蹄則相反。

2.2 制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

在促動(dòng)力一定時(shí)，制動(dòng)鼓的直徑越大則散熱能力越強(qiáng)，但最大直徑受輪輞尺寸限制，并且與輪輞間需留有一定的空間。商用車的制動(dòng)鼓壁厚一般在（13～18）mm 之間，結(jié)合某型商用載貨車的輪輞尺寸，并根據(jù)QC/T 309-1999標(biāo)準(zhǔn)，初步設(shè)計(jì)制動(dòng)鼓內(nèi)徑為410mm，厚度為18mm。初步設(shè)計(jì)制動(dòng)蹄腹板寬度為200mm，厚6mm。

摩擦片以螺栓連接的方式固定在制動(dòng)蹄腹板上，寬度與腹板等寬，摩擦片的外徑弧度由起始角與包角決定，包角角度對制動(dòng)效能與制動(dòng)器工作溫度有直接的影響，但一般不宜大于120°，因此合理的設(shè)計(jì)摩擦片包角角度即可以保證制動(dòng)效能又可降低制動(dòng)器工作溫度，故摩擦片初步設(shè)計(jì)的起始角度為35°，包角角度為110°。所設(shè)計(jì)的蹄鼓三維模型，如圖2所示。

圖2 蹄鼓三維模型

2.3 蹄上促動(dòng)力計(jì)算

經(jīng)計(jì)算，某型商用載貨車滿載工況時(shí)，單個(gè)車輪上所需的最大制動(dòng)力矩為34335.2N·m，則張開機(jī)構(gòu)所需提供的最大促動(dòng)力可由式（1）計(jì)算得到，式（1）中參數(shù)的意義，如圖3所示。

圖3 制動(dòng)蹄參數(shù)

其中：

式中：P—促動(dòng)力；Tf—制動(dòng)力矩；f—摩擦系數(shù)，常用摩擦材料的摩擦系數(shù)一般為0.35。

圖中：β—摩擦片包角；ρ1—摩擦力fN1的作用半徑；R—摩擦片外徑或制動(dòng)鼓內(nèi)徑。

由于楔式張開機(jī)構(gòu)可以向兩蹄提供相等的促動(dòng)力，所以單蹄上所需的最大促動(dòng)力P1=P2=42276.5N。楔式張開機(jī)構(gòu)的原理，如圖4所示。

圖4 楔式張開機(jī)構(gòu)原理

3 多目標(biāo)粒子群算法的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

3.1 粒子群算法的基本原理

粒子群算法是一種模擬鳥群在自然界中隨機(jī)覓食行為的群體智能優(yōu)化算法，有著簡單易行、收斂速度快、設(shè)置參數(shù)少等優(yōu)點(diǎn)，在工程優(yōu)化問題中廣為應(yīng)用。

若將每一只鳥抽象為一個(gè)粒子，多個(gè)粒子便組成了一個(gè)群體，如同鳥群中的群體協(xié)作一樣，每一個(gè)粒子也都有著記憶功能與自適應(yīng)目標(biāo)函數(shù)的能力，通過共享種群信息，粒子會(huì)不斷根據(jù)適應(yīng)值來更新自己的位置，最終實(shí)現(xiàn)全體達(dá)到最優(yōu)位置的目的。若將粒子的搜索空間擴(kuò)展為d維，則空間中第i個(gè)粒子的速度更新公式與位置更新公式可描述如下：

式中—第k次迭代中粒子i飛行速度矢量的第d維分量—第k次迭代中粒子i位置矢量的第d維分量；ω—慣性權(quán)重，是用以調(diào)節(jié)解空間搜索范圍的參數(shù)；k—更新迭代次數(shù)；c1與c2—粒子的自我學(xué)習(xí)因子和社會(huì)學(xué)習(xí)因子，二者的和在（0～4）的范圍之間，且當(dāng)c1大于c2時(shí)，粒子表現(xiàn)出自我學(xué)習(xí)能力較強(qiáng)的特性，反之粒子則會(huì)表現(xiàn)出群體學(xué)習(xí)能力較強(qiáng)的特性。r1與r2是兩個(gè)數(shù)值范圍在0和1之間的隨機(jī)數(shù)，用來增加空間搜索的隨機(jī)性。

3.2 目標(biāo)函數(shù)與設(shè)計(jì)變量

以制動(dòng)器的制動(dòng)效能與制動(dòng)鼓體積作為結(jié)構(gòu)優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)，以達(dá)到提高制動(dòng)效能的同時(shí)盡量減小制動(dòng)器體積的目的。由于粒子群算法是對函數(shù)f（x）求解極小值的算法，而提高制動(dòng)效能這一目標(biāo)需要對函數(shù)的極大值求解，但對于自變量x，函數(shù)f（x）的極大值點(diǎn)對應(yīng)的橫坐標(biāo)與函數(shù)-f（x）極小值點(diǎn)對應(yīng)的橫坐標(biāo)相同，可以將極大值問題轉(zhuǎn)換為極小值問題來求解。則以制動(dòng)器效能因數(shù)公式構(gòu)造分目標(biāo)函數(shù)f1（x），如式（3）所示。

以制動(dòng)鼓體積的計(jì)算公式構(gòu)造分目標(biāo)函數(shù)f2（x），如式（4）所示。

式中：b2—制動(dòng)鼓寬度；

e—制動(dòng)鼓壁厚。

則所構(gòu)造的目標(biāo)函數(shù)，如式（5）所示。

式中：λ1—效能加權(quán)因子；λ2—體積加權(quán)因子，選擇0<λ2<λ1<1，取λ1=0.8，λ2=0.2。

根據(jù)所構(gòu)造的目標(biāo)函數(shù)，可確定設(shè)計(jì)變量為：

3.3 約束條件

在解空間中，粒子的飛行范圍在有約束條件的情況下，粒子會(huì)根據(jù)實(shí)際需求得到更合理的最優(yōu)解，故根據(jù)制動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求構(gòu)造約束函數(shù)，約束設(shè)計(jì)變量的取值范圍，實(shí)現(xiàn)對解空間的約束施加［。

（1）制動(dòng)蹄自鎖約束，制動(dòng)蹄在工作中不可發(fā)生自鎖，根據(jù)不發(fā)生自鎖的條件構(gòu)造約束函數(shù)為：

（2）摩擦片工作表面所受的最大壓力約束，摩擦片工作表面所承受的最大壓力值不可大于許用應(yīng)力，即構(gòu)造約束函數(shù)為：

（3）摩擦片工作表面壓力均勻分布約束，對于摩擦片表面的壓力，要求其分布均勻，即構(gòu)造約束函數(shù)為：

（4）摩擦片磨損約束，為使摩擦片可以在最大力矩條件下工作的同時(shí)，磨損速度盡可能地小，則控制摩擦片的比能量耗散率應(yīng)小于規(guī)定值，則構(gòu)造約束函數(shù)為：

式中：m—汽車總質(zhì)量；v—汽車的制動(dòng)初速度；b1—摩擦片寬度。制動(dòng)時(shí)間t=v/qg，qg—制動(dòng)減速度，取6m/s。

（5）對設(shè)計(jì)變量的邊界約束，制動(dòng)器的各設(shè)計(jì)變量所允許的取值范圍應(yīng)根據(jù)制動(dòng)器實(shí)際結(jié)構(gòu)尺寸做合理的約束，即構(gòu)造變量邊界約束條件如下：

基本粒子群算法是解決無約束優(yōu)化問題的，但所要解決的是帶有非線性約束的工程優(yōu)化問題，所以通過構(gòu)造帶有懲罰函數(shù)的適應(yīng)度函數(shù)來將有約束優(yōu)化問題轉(zhuǎn)化為無約束優(yōu)化問題來求解，即：

式中：gi（x）—不等式組約束，所定義的懲罰函數(shù)為：

式中：F（x）—目標(biāo)函數(shù)；m—約束函數(shù)的數(shù)量；M—懲罰因子。

3.4 種群的初始化設(shè)置與求解結(jié)果

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，綜合考慮收斂速度等因素，設(shè)置種群規(guī)模為100，迭代次數(shù)為150次，并以達(dá)到最大迭代次數(shù)為程序終止條件。設(shè)置c1=c2=2以保持良好的收斂速度與搜索效果的均衡性。

慣性權(quán)重因子ω是算法中的重要因子，ω的值可以直接影響粒子的飛行速度，在迭代初期ω取較大值可以賦予粒子較快的飛行速度，此時(shí)粒子具有良好的空間開發(fā)能力可實(shí)現(xiàn)對解空間的快速探索，但迭代即將結(jié)束時(shí)，粒子的飛行速度過快便容易“飛過”最優(yōu)位置，使算法得不到最優(yōu)的結(jié)果。所以，慣性權(quán)值應(yīng)隨著迭代次數(shù)的增大而逐漸減小，采用線性遞減權(quán)值法，將ω構(gòu)造為迭代次數(shù)的函數(shù)，有研究表明，ω的值處于（0.9～1.2）的區(qū)間時(shí)算法搜索性能較為理想。構(gòu)造的線性遞減權(quán)值函數(shù)，如式（26）所示。

式中：k—當(dāng)前迭代次數(shù)；kmax—最大迭代次數(shù)。

以MATLAB軟件為算法平臺(tái)，編寫粒子群算法，通過算法得到自變量的全局最優(yōu)解，優(yōu)化前后的參數(shù)對比，如表1所示。粒子適應(yīng)度曲線，如圖5所示。

表1 優(yōu)化前后參數(shù)對比

圖5 粒子適應(yīng)度曲線

根據(jù)粒子的適應(yīng)度曲線可以看出，算法的收斂速度較快，說明算法中參數(shù)的設(shè)置是合理的。

從表1中可以看出，優(yōu)化后變化較明顯的為β角，α′角，制動(dòng)鼓內(nèi)圓半徑和制動(dòng)鼓壁厚。制動(dòng)鼓內(nèi)圓半徑與壁厚的改變縮減了制動(dòng)器的體積，β角的減小表示摩擦片的體積被減小，α′角的增大表示摩擦片整體位置相對制動(dòng)蹄腹板上移，這樣的改變是合理的，因?yàn)轭I(lǐng)從蹄制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)特性決定了摩擦片在執(zhí)行制動(dòng)工作時(shí)，其上半部分與制動(dòng)鼓的接觸面積要大于下半部分，上半部分摩擦片的磨損現(xiàn)象非常明顯，下半部分摩擦片磨損量小，而接近底部位置時(shí)甚至個(gè)別區(qū)域不會(huì)出現(xiàn)磨損現(xiàn)象。因摩擦片體積的減小，會(huì)在批量生產(chǎn)以及后期的維護(hù)更換中節(jié)約大量的成本，同時(shí)，與摩擦片緊固的制動(dòng)蹄腹板表面積也可做出相應(yīng)的縮減，對單蹄起到了輕量化的效果。對優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)根據(jù)式（1）重新計(jì)算單蹄促動(dòng)力可得到P1=P2=37575.5N，表明優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)可以用更低的氣壓來達(dá)到相同的制動(dòng)效果。

4 制動(dòng)器關(guān)鍵部件的有限元分析

4.1 有限元模型的預(yù)處理

制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓是汽車執(zhí)行制動(dòng)過程中工作強(qiáng)度最高的部件，二者的強(qiáng)度對制動(dòng)器的可靠性有著直接的影響，是制動(dòng)器中的關(guān)鍵部件，所以分析制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓的應(yīng)力和位移情況是必要的。

依照優(yōu)化后的參數(shù)對三維模型重構(gòu)，并轉(zhuǎn)換為有限元模型，在轉(zhuǎn)化前，應(yīng)適當(dāng)?shù)膶Σ考Y(jié)構(gòu)進(jìn)行簡化，去除不必要但會(huì)影響計(jì)算速度的特征，比如工藝性倒角與一些螺栓連接孔等，再根據(jù)部件結(jié)構(gòu)做可映射劃分，這樣有利于有限元網(wǎng)格可以更好的契合三維結(jié)構(gòu)，減小因模型轉(zhuǎn)換帶來的計(jì)算誤差。設(shè)置有限元網(wǎng)格尺寸為3mm，網(wǎng)格類型選擇六面體單元，在局部區(qū)域?qū)W(wǎng)格做適當(dāng)?shù)募?xì)化。所建立的有限元模型，如圖6所示。

圖6 蹄鼓有限元模型

4.2 定義材料屬性

在Ansys Workbench工作界面中添加靜力學(xué)分析模塊，建立材料庫，對每一個(gè)部件定義其所用材料的屬性。制動(dòng)鼓所用材料為灰鑄鐵，摩擦片采用無石棉摩擦材料，筋板采用30號鋼，蹄片軸與制動(dòng)蹄腹板采用15號鋼。各種材料屬性的參數(shù)表，如表2所示。

表2 材料屬性Tab.2 Material Properties

4.3 工況設(shè)置

蹄鼓總成中，部件間存在相互關(guān)聯(lián)與相互作用的關(guān)系，這些關(guān)系在有限元模型中是通過定義接觸來模擬的，但接觸關(guān)系如果設(shè)置的不正確，會(huì)直接導(dǎo)致得出錯(cuò)誤的分析結(jié)果，所以正確的定義各部件間的接觸關(guān)系是工況設(shè)置中極為重要的一步。定義摩擦片與制動(dòng)鼓之間為摩擦接觸，設(shè)置摩擦因數(shù)為0.35，摩擦片與制動(dòng)蹄腹板間以螺栓連接，故定義摩擦片與腹板間為綁定接觸，蹄片軸與筋板和腹板以焊接方式連接，筋板與腹板同樣以焊接方式相連接，所以這三個(gè)部件間的接觸關(guān)系也可定義為綁定接觸。在所有接觸之間均采用增廣拉格朗日算法與高斯點(diǎn)探測法來相互識別。

設(shè)置分析子步為兩步，第一子步中，制動(dòng)蹄受來自張開機(jī)構(gòu)的促動(dòng)力張開，繞蹄片軸分別向外轉(zhuǎn)動(dòng)，故保留兩蹄片軸的旋轉(zhuǎn)自由度，并限制其他方向的所有自由度，同時(shí)在兩蹄靠近張開機(jī)構(gòu)一端添加促動(dòng)力。單蹄促動(dòng)力為37575.5N，但考慮到安全因素，將促動(dòng)力設(shè)置為40000N，最后對制動(dòng)鼓限制所有自由度。在第二子步中，保持第一子步中所有工況不變，釋放制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)自由度并施加以微小的逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)角度，以模擬制動(dòng)器產(chǎn)生最大制動(dòng)力矩時(shí)的情況［14］。

4.4 分析結(jié)果

在分析結(jié)果中分別查看制動(dòng)蹄與制動(dòng)鼓的應(yīng)力與位移情況，領(lǐng)蹄、從蹄的應(yīng)力與位移云圖，如圖7、圖8所示。由圖7、圖8可知，領(lǐng)蹄的最大應(yīng)力為202.64MPa，出現(xiàn)在蹄片軸一端，最大位移0.188mm。從蹄最大應(yīng)力應(yīng)力120.49MPa，出現(xiàn)在張開機(jī)構(gòu)一端，最大位移0.121mm。均在材料許用應(yīng)力范圍內(nèi)，且滿足設(shè)計(jì)要求。其中領(lǐng)蹄的最大應(yīng)力與最大位移都大于從蹄，從云圖中的分布范圍來看，領(lǐng)蹄下端所受的應(yīng)力、整體的位移也多于從蹄，體現(xiàn)出了領(lǐng)蹄的增勢效果，這種現(xiàn)象對于領(lǐng)從蹄結(jié)構(gòu)的制動(dòng)器是合理的。

圖7 制動(dòng)蹄應(yīng)力

圖8 制動(dòng)蹄位移

制動(dòng)鼓的應(yīng)力與位移云圖，如圖9、圖10所示。從圖9與圖10中可以看出，制動(dòng)鼓所受最大應(yīng)力為77.79MPa，最大應(yīng)力出現(xiàn)在與制動(dòng)蹄接觸位置，最大位移為0.03mm，出現(xiàn)在邊緣中部的位置。最大應(yīng)力與位移皆滿足設(shè)計(jì)要求。

圖9 制動(dòng)鼓應(yīng)力

圖10 制動(dòng)鼓位移

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

5.1 試驗(yàn)依據(jù)

試驗(yàn)依據(jù)QC/T 239-2015《貨車、客車制動(dòng)器性能要求》、QC/T 479-1999《貨車、客車制動(dòng)器臺(tái)架試驗(yàn)方法》來進(jìn)行。制動(dòng)器樣機(jī)，如圖11所示。臺(tái)架采用卡車氣壓慣性試驗(yàn)臺(tái)與氣壓制動(dòng)器扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)機(jī)，臺(tái)架，如圖12、圖13所示。

圖11 制動(dòng)器樣機(jī)

圖12 卡車氣壓慣性試驗(yàn)臺(tái)

圖13 氣壓制動(dòng)器扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)機(jī)

5.2 性能試驗(yàn)

在管路壓力設(shè)置為0.8MPa的情況下對楔式鼓式制動(dòng)器樣機(jī)進(jìn)行性能試驗(yàn)，并與同規(guī)格的凸輪式鼓式制動(dòng)器進(jìn)行對比。試驗(yàn)結(jié)果，如表3所示。

從表3中可看出，在三次效能試驗(yàn)中，在制動(dòng)初速度分別為30km/h、60km/h、65km/h 的情況下，楔式鼓式制動(dòng)器均可以輸出滿足標(biāo)準(zhǔn)要求的制動(dòng)力矩，輸出力矩的速度穩(wěn)定性也滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，且優(yōu)于同規(guī)格的凸輪式制動(dòng)器，說明所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)是合理的。

表3 楔式與凸輪式鼓式制動(dòng)器性能對比試驗(yàn)結(jié)果

5.3 扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)

扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)條件，如表4所示。試驗(yàn)結(jié)束后，以制動(dòng)器是否失效，各部件有無破損和明顯變形為判定基準(zhǔn)，試驗(yàn)結(jié)果，如表5所示。扭轉(zhuǎn)疲勞試驗(yàn)結(jié)束后，制動(dòng)器各部件無損壞現(xiàn)象，無明顯變形情況，無異常磨損部位，證明所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器結(jié)構(gòu)在設(shè)計(jì)使用壽命之內(nèi)是可靠的。

表4 試驗(yàn)條件

表5 試驗(yàn)結(jié)果

6 結(jié)論

針對商用車設(shè)計(jì)了一款新型的鼓式制動(dòng)器，所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器以楔式張開機(jī)構(gòu)取代了現(xiàn)有的凸輪式張開機(jī)構(gòu)。以沖焊蹄替代了現(xiàn)有的鑄造蹄，具有體積小，質(zhì)量輕等優(yōu)勢。

利用多目標(biāo)粒子群算法對所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高了制動(dòng)器的制動(dòng)效能同時(shí)也縮減了制動(dòng)器的體積。利用ANSYS Workbench軟件對制動(dòng)器關(guān)鍵部件進(jìn)行了有限元分析，結(jié)果表明材料所受的最大應(yīng)力和產(chǎn)生的最大位移皆在許用范圍之內(nèi)，應(yīng)力分布符合領(lǐng)從蹄式鼓式制動(dòng)器的受力特性。通過性能臺(tái)架試驗(yàn)證明了在30km/h，50km/h 和65km/h 的制動(dòng)初速度下，所設(shè)計(jì)的制動(dòng)器可以提供滿足要求的制動(dòng)力矩，并在制動(dòng)力矩輸出及衰退現(xiàn)象方面表現(xiàn)皆優(yōu)于現(xiàn)有的凸輪式鼓式制動(dòng)器，結(jié)構(gòu)耐久性方面通過扭轉(zhuǎn)疲勞臺(tái)架試驗(yàn)證明了制動(dòng)器的可靠性。

楔式張開機(jī)構(gòu)與沖焊蹄所組成的鼓式制動(dòng)器符合汽車輕量化的趨勢，起到了提高汽車行駛安全性的作用，而因其工藝復(fù)雜性降低，加工成本減小，故也可為生產(chǎn)企業(yè)帶來可觀的經(jīng)濟(jì)效益。

作者：王占禮1，沐 陽1，徐洪亮2，國 風(fēng)2

1.長春工業(yè)大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院

2.長春一汽富晟特必克制動(dòng)有限公司